Проектирование силового кулачкового контроллера
Реферат - Экономика
Другие рефераты по предмету Экономика
>
40 (мм) длины переходных звеньев { и (см. эскиз вала) подбираются конструктивно в пределах: 3050 (мм)}.
4) Проверочный расчет вала.
Исходя из найденных длин отдельных участков вала в разделе Разработка конструкции вала находим места приложения сосредоточенных внешних нагрузок перенеся их в центры тяжести С и D, т.е значения длин участков АС, CD, DB.
Находим силы:
;Т=318.5 (Нм);
= 90(мм);
=3539 (Н) окружное усилие.
=1274 (Нм);
;
Строим эпюры изгибающих моментов в вертикальной и горизонтальной плоскостях, предварительно найдя значения сил реакций опор в этих плоскостях: .
а) Определение сил реакций опор в вертикальной плоскости:
= - 32 593 (Н);
= 49 035(Н);
Проверка: 0=0 тождество.
б) Построение эпюры изгибающих моментов в вертикальной плоскости - .
= 0;
-99(Нм);
=99 (Нм);
-1183(Нм);
=-1183(Нм);
в) Определение сил реакций опор в горизонтальной плоскости:
12165(Нм);
-8626(Нм);
Проверка: ; 0=0 тождество.
г) Построение эпюры изгибающих моментов в горизонтальной плоскости - :
(Нм);
276(Нм);
(Нм);
=0;
д) Построение эпюры суммарных изгибающих моментов - .
293(Нм);
293(Нм);
=1183(Нм);
1183(Нм);
е) Построение эпюры крутящих моментов Т:
=318,5(Нм);
=318,5 (Нм);
=318,5 (Нм);
=318,5 (Нм);
318,5 (Нм);
318,5 (Нм).
ж) Построение эпюры приведенных (эквивалентных) моментов - .
0(Нм);
=402(Нм);
=402(Нм);
=1215(Нм);
=1215(Нм);
0(Нм).
з) Минимальный диаметр вала с учетом крутящих и изгибающих моментов:
=32(мм), где - максимальное значение эквивалентного момента из эпюры , т.е в опасном сечении.
=380 (МПа) предел выносливости заданного материала вала (45), см. приложение 7, при симметричном цикле нагружения.
Большее из найденных минимальных диаметров вала должно быть округлено в ближайшую большую сторону стандартного значения по ГОСТ 6639-69 и принято за основу.
d=45 (мм).
и) Находим моменты сопротивления поперечных сечений вала. В местах установки подшипников (в сечения I-I и II-II как самых опасных поперечных сечениях вала) моменты сопротивления сечения вала будут равны:
а) осевой: =21 206= 21 ();
б) полярный: =42(); где ==60 (мм) - диаметр вала в местах установки подшипников.
к) Определяем напряжения в этих опасных сечения I-I и II-II (места установки подшипников).
а) нормальные от изгиба: =;
=;
б) касательные от кручения: =;
5) Уточненный расчет вала.
Необходимо рассмотреть опасные сечения I-I и II-II.
Найдем коэффициент запаса прочности по пределу выносливости (усталостному разрушению) в этих сечениях и сравним его с допускаемым :
а) Для сечения I-I:
; 14(МПа);
3,75 (МПа);
,5
;
;
а) Для сечения II-II:
56(МПа)
3,75(МПа)
25.5
2
3.52
2.4
где пределы выносливости при симметричном цикле нагружений и , а также значения коэффициентов , , , , , , выбираются из таблиц приложений в конце данного пособия согласно заданного варианта.
Сравнивая полученные значения запасов прочности в сечениях I-I и II-II с допустимыми значениями, делаем заключение: условие прочности по сопротивлению усталости (пределу выносливости) соблюдено.
6) Проверка статической прочности вала.
Наиболее опасное сечение в нашем варианте II-II.
Находим пластические моменты сопротивления изгибу и кручению :
;
.
Теперь определяем пластические напряжения в опасном сечении:
;
.
Применяем четвертую классическую гипотезу прочности:
650 МПа - предел текучести заданного материала по нормальным напряжениям из приложения 7
Вычисляем коэффициент запаса по сопротивлению пластическим деформациям и сравниваем его с нормативным (допускаемым):
.
т.е рассчитывается статический запас прочности.
Здесь , запас прочности по сопротивлению пластическим деформациям для материала 45 обеспечен. Если условие прочности не выполняется, то необходимо из таблицы приложения 7 подобрать более прочную сталь с большим значением (). Запас прочности по сопротивлению пластическим деформациям будет обеспечен.
II. Расчет и выбор подшипников качения.
Анализируем схему нагрузок и определяем наиболее нагруженный подшипник.
Для заданного направления внешних сил мы определили:
=32 593 (Н); =49 035 (Н); =8626 (Н); =12165 (Н).
Найдем суммарные радиальные нагрузки на подшипник С и D:
34789(Н);
49788(Н);
Наиболее нагруженным подшипником является D. На него действует радиальная нагрузка: 49 788(Н).
Находим эквивалентную нагрузку :
49788(H);
где V=1 коэффициент вращения при вращении внутреннего кольца;
X=1 к-т радиальной нагрузки для радиального шарикоподшипника;
- к-т безопасности, учитывающий характер нагрузки (при спокойной нагрузке =1);
- температурный коэффициент при t до 125.
Учитывая отсутствие осевой нагрузки, принимаем решение, установить радиальный подшипник.
Подбор типоразмера подшипника необходимо выполнять в соответствии с условием:
, где - расчетная динамическая грузоподъемность, Н;
=12,56 () угловая скорость;
=